Tính toán thiết kế hệ dẫn động băng tải hộp giảm tốc 2 cấp bánh răng trụ-Đại học BKHN

Phần 1 : TÍNH CHỌN ĐỘNG CƠ VÀ MOMEN XOẮN TRÊN CÁC TRỤC.
1.1. Tính toán chọn động cơ.
1.1.1. Xác định công suất cần thiết.
- Công suất cần thiết: P
ct
=
.
5,44
6,11
0,89
t
P
η
= =
(kw)
+ P
t
=P
lv
.β: Công suất tương đương.

=

















=
∑
ck
ii
t
t
T
T
.
2
1
β

2 2
1 1
1 1
0,77
3,5 4,3
. . 0,87
8 8
T T
T T
 

   
 
+ =
 ÷  ÷
 
   
 
(Do thời gian mở máy rất
nhỏ nên có thể bỏ qua T
mm
).
Công suất làm việc trên trục máy công tác:

1000
Fv
P
lv
=
=
12500.0,5
1000
= 6,25 (kw)
⇒ P
t
= 6,25.0,87 = 5,44 (kw)
+ η: Hiệu suất bộ truyền, ở lăn, ổ trượt, khớp nối.
η = η
đ
. η
br

.η
2
ol
.η
ot
.η
kn
= 0,96.0,96.0,99
2
.0,99.1 = 0,89
Tra bảng 2.3
η
đ
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền đai.
η
br
= 0,96 : Hiệu suất bộ truyền bánh răng.
η
ol
= 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ lăn.
η
ot
= 0,99 : Hiệu suất một cặp ổ trượt.
η
kn
= 1 : Hiệu suất khớp nối đàn hồi.
1.1.2. Xác định sơ bộ số vòng quay của động cơ.
- Tỷ số truyền của hệ dẫn động:
U
t

= U
đ
.U
br
= 3.4 = 12
Tra bảng 2.4:
1
+ U
đ
= 3: Tỷ số truyền bộ truyền đai.
+ U
br
= 4: Tỷ số truyền bộ truyền động bánh răng.
- Số vòng quay của trục máy công tác:
n
lv
=
D
V
.
.60000
π
=
60000.0,5
95,5
.100
π
=
(vòng/phút)
- Số vòng quay sơ bộ của động cơ:

n
sb
= U
t
.n
lv
= 12.95,5 = 1146 (vòng/phút)
1.1.3. Chọn động cơ.
P
ct
= 6,11 (kw), n
Sb
= 1146 (vòng/phút)
Tra bảng P 1.3 chọn động cơ 4A132M6Y3
Công suất
(kw)
Vận tốc quay
(vòng/phút)
η% Cos
7,5 950 85,
5
0,81 2,0 2,2
P
đc
= 7,5 (kw) > P
ct
= 6,11 (kw),
1 1
2,0 1,45
k mm

T T
T T
= > =
1.1.4. Xác định tỷ số truyền U
t
của hệ dẫn động.
U
t
=
lv
đc
n
n
=
950
95,5
= 9,95
U
t
= U
n
.U
h
⇒ U
h
=
9,95
3,16
3,15
t

n
U
U
= =
U
n
= U
đ
= 2,8
1.2. Xác định công suất, tốc độ vòng quay và momen xoắn trên các trục.
1.2.1. Xác định công suất trên các trục.
2
- Trục II: P
II
=
.
lv
ot kn
P
η η
=
6,25
6,31
0,99.1
=
(kw)
- Trục I: P
I
=
6,31

6,64
. 0,96.0,99
II
br ol
P
η η
= =
(kw)
- Trục động cơ: P
đc
=
6,64
6,99
. 0,96.0,99
I
ol
P
d
η η
= =
(kw)
1.2.2.2. Tốc độ vòng quay các trục.
- Trục động cơ: n
đc
= 950 (vòng/phút)
-Trục I: n
I
=
950
301,6

3,15
đc
đ
n
U
= =
(vòng/phút)
- Trục II: n
II
=
301,6
95,4
3,16
I
br
n
U
= =
(vòng/phút)
1.2.2.3. Momen xoắn trên các trục.
- Trục II: T
II
= 9,55.10
6
.
II
II
n
P
= = 9,55.10

6
.
6,31
631661
95,4
=
(Nmm)
- Trục I: T
I
= 9,55.10
6
.
I
I
n
P
= 9,55.10
6
.
6,64
210252
301,6
=
(Nmm)
- Trục động cơ: T
đc
= 9,55.10
6
.
dc

dc
P
n
= 9,55.10
6
.
6,99
70268
950
=
(Nmm)
3
* Bảng thông số
4
Trục Động cơ I II
Tỷ số truyền
U
3,15 3,16
Công suất
(kw)
6,99 6,64 6,31
Tốc độ vòng
quay
(vòng/phút)
950 301,6 95,4
momen xoắn
T (Nmm)
70268 210252 631661
Phần 2: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN NGOÀI
2.1. Chọn đai

- Chọn loại đai vải cao su.
2.2. Xác định các thông số của bộ truyền
T
đc
= 70268 (Nmm)
- Đường kính bánh đai nhỏ:
Chọn tiêu chuẩn: = 250 (mm)
- Vận tốc:
- Đường kính bánh lớn:

Lấy trị số tiêu chuẩn:
- Tỷ số truyền thực tế:
Sai lệch tỷ số truyền:
- Khoảng cách trục:

Lấy a = 2000
- Chiều dài dây đai:
Cộng thêm từ 100 đến 400mm tùy theo cách nối đai
- Số vòng chạy của đai:
- Góc Ôm trên báng đai nhỏ được tính theo công thức:
2.3. Xác định tiết diện và chiều rộng đai.
- Lực vòng:
- Theo bảng (4.8 ) có tỷ số nên dùng là 1/40 ( đai vải cao su) do đó
Theo bảng 4.1 dùng loại đai không có lớp lót , trị số tiêu chuẩn là ( với số lớp
là 5).
5
- Ứng suất có ích cho phép:
Trong đó: ứng suất có ích cho phép tính theo công thức:
: Trị số ảnh hưởng đến góc ôm tra b4.10
: Trị số ảnh hưởng của vận tốc tra b4.11 10

: Trị số ảnh hưởng đến vị trí bộ truyền tra b4.12 10
Theo công thức (4.8) ta có bề rộng đai.
k
đ
= 1, 35 tra b4.7
Theo bảng (4.1) lấy trị số tiêu chuẩn: b = 63 (mm)
2.4. Xác định lực căng ban đầu và lực tác dụng.
- Theo công thức (4.12):

- Theo công thức (4.13):
6
Dựa vào các kết quả tính toán ta có bảng sau
Thông số Giá trị Đơn vị
Đường bánh kính đai nhỏ d
1
= 250 mm
Vận tốc đai m/s
Đường kính bánh đai lớn d
2
= 800 mm
Khoảng cách trục a = 2000 mm
Chiều dài đai L = 5687 mm
Góc ôm α
1
trên bánh đai nhỏ Độ
Chiều rộng bánh đai B = 63 mm
Lực căng ban đầu F
0
= 709 N
Lực tác dụng lên trục F

r
= 1416 N
Phần 3: TÍNH TOÁN BỘ TRUYỀN BÁNH RĂNG.
3.1. Chọn vật liệu.
Chọn vật liệu bánh răng với:
- Bánh răng nhỏ:
Thép 45 tôi cải thiện có độ cứng HB 241…285.
Chọn độ cứng HB = 245
Giới hạn bền σ
b1
= 850 (MPa)
Giới hạn chảy σ
ch1
= 580 (MPa).
- Bánh răng lớn :
Thép 45 tôi cải thiện có độ rắn HB 192…240.
Chọn độ cứng HB = 230
Giới hạn bền σ
b2
= 750 (MPa)
Giới hạn chảy σ
ch2
= 450 (MPa).
7
3.2. Xác định ứng suất cho phép.
3.2.1 Ứng suất tiếp xúc cho phép.
+ HB = 245 < 350 ⇒ m
H
= 6
+ N

HO
= 30H
HB
2,4

: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm về tiếp xúc.
N
HO1
= 30.245
2,4
= 1,8.10
7
N
HO2
= 30.230
2,4
= 1,4.10
7
N
HE2
> N
HO2
do đó K
HL2
= 1
Suy ra N
HE1
> N
HO1
do đó K

HL1
= 1
- S
H
= 1,1: Hệ số an toàn khi tính về tiếp xúc. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
Bánh răng trụ răng thẳng nên:
3.2.2. Ứng suất uốn cho phép.
8
K
FC
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng đặt tải
+ HB = 245 < 350 ⇒ m
F
= 6
+ N
FO
= N
FO1
= N
FO2
= 4.10
6
: Số chu kỳ thay đổi ứng suất cơ sở khi thử nghiệm
về uốn.

N
FE2
> N
FO2

do đó K
FL2
= 1
Tương tự N
FE1
> N
FO1

do đó K
FL1
= 1
- S
F
= 1,75: Hệ số an toàn khi tính về uốn. Tra bảng 6.2
⇒ Ứng suất tiếp xúc cho phép:
3.2.3. Ứng suất cho phép khi quá tải.
- Ứng suất tiếp xúc cho phép khi quá tải:
Bánh răng trụ răng thẳng nên:
- Ứng suất uốn cho phép khi quá tải:
[ ]
==
1
max
1
.8,0
chF
σσ
0,8 . 580 = 464 (MPa)
[ ]
==

2
max
2
.8,0
chF
σσ
0,8 . 450 = 360 (MPa)
9
3.3. Tính toán bộ truyền bánh răng.
3.4.1. Xác định thông số cơ bản của bộ truyền.
Xác định sơ bộ khoảng cách trục.
+ K
a
= 49,5 (Mpa
1/3
): Hệ số phụ thuộc vào vật liệu của cặp bánh răng và loại bánh răng.
tra bảng 6.5.
+ Ψ
ba
= 0,3: Tra bảng 6.6
+ k
Hβ
= 1,132 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7
Lấy a
w
= 210 (mm).
3.4.2. Xác định các thông số ăn khớp.
3.4.2.1. Xác định môđun.
m = (0,01…0,02). a

w
= 2,1…4,2(mm)
Tra bảng 6.8 ta có m = 3 (mm)
3.4.2.2. Xác định số răng, góc nghiêng , hệ số dịch chỉnh.
- Bánh răng thẳng nên góc nghiêng β = 0
o
.
- Xác định số răng:
Chọn z1 = 34 z2 = u.z1 = 3,16.34 = 107,44 chọn z2 = 107
zt = z1 + z2 = 34 + 107 = 141
- Tỷ số truyền thực tế là
- Tính lại khoảng cách trục:
10
- Các thông số cơ bản của bộ truyền bánh răng:
+ Đường kính vòng lăn, vòng chia:
d
w1
= d
1
= m.z
1
= 3.34 = 102 (mm)
d
w2
= d
2
= m.z
1
= 3.107 = 321 (mm)
+ Khoảng cách trục chia, khoảng cách trục:

a = a
ω
= 211,5
+ Đường kính đỉnh răng:
d
a1
= d
1
+ 2.m.(1 + x
1
-

y
∆
) = 102 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 108 (mm)
d
a2
= d
2
+ 2.m.(1 + x
2
-

y
∆
) = 321 + 2.3.(1 + 0 + 0) = 327 (mm)
+ Đường kính đáy răng:
d
f1
= d

1
– (2,5 – 2.x
1
).m = 102 – (2,5 – 2.0).3 = 9104,5 (mm)
d
f2
= d
2
– (2,5 – 2.x
2
).m = 321 – (2,5 – 2.0).3 = 313,5 (mm)
3.4.3 Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc.
Kiểm nghiệm răng về độ bền tiếp xúc:
- Z
M
= 274 (Mpa)
1/3
: Hệ số kể đến cơ tính vật liệu của các bánh răng ăn khớp. Tra bảng
6.5.
- Z
H
= 1,62: Hệ số kể đến hình dạng bề mặt tiếp xúc. Tra bảng 6.12.
+ Hệ số trùng khớp ngang:
- K
H
: Hệ số tải trọng khi tính về tiếp xúc:
11
+ K
Hβ
= 1,05 : Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng

khi tính về tiếp xúc. tra bảng 6.7
+ K
Hα
= 1: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời ăn
khớp
+ K
HV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp.
Theo bảng (6.13) chọn cấp chính xác 9, do đó theo bảng 6.16 g
o
= 73. Theo (6.42)
δ
H
= 0,004: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g
o
= 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và
bánh 2. Tra bảng 6.16.
b
w
= Ψ
ba
.a
w
= 0,3.211,5 = 63,45 (mm)
* Tính chính xác ứng suất tiếp xúc cho phép:
Z
R
= 1: Hệ số xét đến độ nhám của mặt răng làm việc.
Cấp chính xác 9 ⇒ R

a
= 1,25…0,63 µm ⇒ Z
R
= 1.
Z
v
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của vận tốc vòng. v = 5 (m/s) ⇒ Z
v
= 1
K
xH
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của kích thước bánh răng.
d
a2
= 700 (mm) ⇒ K
xH
= 1.
⇒
H
σ



[ ]
H
σ
.
Vậy răng thỏa mãn về độ bền tiếp xúc.
Tính lại chiều rộng vành răng:
Lấy b

ω
= 38 (mm)
12
3.4.4. Kiểm nghiệm răng về độ bền uốn.
Kiểm nghiệm răng về ứng suất uốn.
- K
F
: Hệ số tải trọng khi tính về uốn: K
F
= .K
F
β
.K
F
α
.K
FV
= 1,05. 1,37.1,08 = 1,55
+ K
Fβ
= 1,05: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng trên chiều rộng vành răng
khi tính về uốn. Tra bảng 6.7.
+ K
Fα
= 1,37: Hệ số kể đến sự phân bố không đều tải trọng cho các đôi răng đồng thời
ăn khớp khi tính về uốn. Tra bảng 6.14.
+ K
FV
: Hệ số kể đến tải trọng động xuất hiện trong vùng ăn khớp khi tính về uốn.
δ

F
= 0,011: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai số ăn khớp. Tra bảng 6.15.
g
o
= 73: Hệ số kể đến ảnh hưởng của các sai lệch các bước răng của bánh 1 và
bánh 2. Tra bảng 6.16.
- Y
ε
: Hệ số kể đến sự trùng khớp răng:
- Y
β
: Hệ số kể đến độ nghiêng của răng:
-

YF1 = 3,66: Hệ số dạng răng của bánh 1. Tra bảng 6.18
+ YF2 = 3,6: Hệ số dạng răng của bánh 2. Tra bảng 6.18
- Tính chính xác ứng suất uốn cho phép:
+ Y
R
= 1: Hệ số xét đến ảnh hưởng của độ nhám mặt lượn chân răng.
13
+ Y
s
: Hệ số xét đến độ nhạy của vật liệu đối với tập chung ứng suất.
Y
s
= 1,08 – 0,0695ln(m) = 1,08 – 0,0695ln3= 1,004
+ K
xF
: Hệ số xét đến kích thước bánh răng ảnh hưởng đến độ bền uốn.

d
a
400 (mm) ⇒ K
xF
= 1
Vậy răng thỏa mãn độ bền uốn.
3.4.5. Kiểm nghiệm răng về quá tải.
Hệ số quá tải:
- Ứng suất tiếp xúc cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc gẫy dòn lớp bề mặt.
- Ứng suất uốn cực đại:
⇒ Răng thỏa mãn điều kiện tránh biến dạng dư hoặc phá hỏng tĩnh mặt lượn chân răng.
* Bảng thông số.
Các thông số
Bộ truyền bánh
răng trụ răng
thẳng
Khoảng cách trục a
w
(mm) 211,5
Môđun m 3
Chiều rộng vành răng b
w
(mm) 38
Số răng bánh răng (z
1
,z
2)
34 107
Đường kính vòng lăn (d

w1
, d
w2
) (mm) 102 321
Đường kính đỉnh răng (d
a1
,d
a2
) (mm) 108 327
14
Đường kính đáy răng (d
f1
,d
f2
) (mm) 94,5 313,5
15
Phần 4: TÍNH TOÁN THIẾT KẾ TRỤC.
4.1. Chọn vật liệu.
Trục chịu tải trọng trung bình nên ta dùng thép 45 thường hóa có:
Độ cứng HB = 200
Giới hạn bền
Giới hạn chảy
ứng suất xoắn cho phép
4.2. Tính thiết kế trục.
4.2.1. Tính sơ bộ đường kính các trục.
- Đường kính trục I:
Lấy d
1
= 40 (mm)
- Đường kính trục II:

Lấy d
2
= 60 (mm)
4.2.2. Xác định khoảng cách giữa các gối đỡ.
- Chọn chiều rộng ổ lăn. Tra bảng 10.2.
Bảng 4.1.
d (mm) 40 60
b
o
(mm) 23 31
- Chiều dài mayơ bánh răng:
+ l
m13
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = 48 …60 (mm)
chọn l
m13
= 50 (mm)
+ l
m23
= (1,2…1,5).d
2
= (1,2…1,5).60 = 72…90 (mm)
chọn l
m23
= 80 (mm)

- Chiều dài mayơ bánh đai:
+ l

m12
= (1,2…1,5).d
1
= (1,2…1,5).40 = 48…60 (mm)
chọn l
m12
= 50 (mm)
- Chiều dài mayơ nửa khớp nối đàn hồi:
l
m22
= (1,4…2,5)d
2
= (1,4…2,5).60 = 84…150 (mm)
chọn l
m22
= 100 (mm)
16
Bảng 4.2.
Tên gọi Ký hiệu và giá
trị
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến thành
trong của hộp hoặc khoảng cách giữa các chi tiết
quay
k
1
= 10
Khoảng cách từ mặt mút của ổ đến thành trong của
hộp
K
2

= 15
Khoảng cách từ mặt mút của chi tiết quay đến nắp ổ K
3
= 10
Chiều cao lắp ổ và đầu bulông h
n
= 15
- Khoảng côngxôn trên trục tính từ chi tiết ở ngoài hộp giảm tốc đến gối đỡ:
l
c12
= 0,5(l
m13
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(50 + 23) + 10 +15 = 61,5 (mm)
l
c22
= 0,5(l
m23
+ b
o
) + k
3
+ h
n
= 0,5(80 + 31) + 10 +15 = 80,5 (mm)

- Khoảng cách từ gối đỡ 0 đến các chi tiết quay:
+ Trục I:
l
12
= -l
c12
= -61,5 (mm)
l
13
= 0,5.( l
m13
+ b
o
) + k
1
+ k
2
= 0,5.(80 + 31) + 10 + 15 = 80,5 (mm)
l
11
= 2 l
13
= 2.80,5 = 161 (mm)
+ Trục II:
l
22
= -l
c22
= -80,5 (mm)
l

23
= l
13
= 80,5 (mm)
l
21
= l
11
= 161 (mm)
Sơ đồ lực:
17
- Lực tác dụng lên trục:
Vị trí đặt lực của bánh răng 3: âm
cq
1
= -1: Trục I quay cùng chiều kim đồng hồ.
cb
13
= 1: Trục I là trục chủ động.
Lực vòng trên bánh răng:
F
x13
= -3447 (N) F
x13
= -F
x23
= 3447 (N)
F
y13
= -1255 (N) F

y13
= -F
y23
= 1255 (N)
- Lực từ bánh đai tác dụng lên trục I:
F
x12
= cosα.F
r
= cos55.1416 = 812 (N)
F
y12
= sinα.F
r
= sin55.1416 = 1160 (N)
- Lực từ khớp nối tác dụng lên trục II:
Tra bảng 16.10a D
t
= 130 (mm)
Lấy F
x22
= 1000 (N)
Chiều của lực từ khớp nối trục có chiều sao cho mômen uốn tại mặt cắt tiết diện bất kỳ
là lớn nhất, do đó F
x22
ngược chiều với F
x23
.
18
4.2.3. Xác định lực tác dụng lên các trục, xác định đường kính và chiều dài các

đoạn trục.
4.2.3.1. Trục I.
F
y13
F
x13
F
y12
F
x12
Fl
x10
y10
Fl
Fl
x11
y11
Fl
M
x
M
y
T
61.580.5
161.0
z
y
x
o
86152Nmm

71340Nmm
49938Nmm
63809Nmm
210252Nmm
Ø35k6
Ø38H7/k6
Ø35k6
Ø30H7/k6
19
4.2.3.1.1. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :
(
)
1
1
x
F
M
→
∑
= - Fl
y11
. l
11
+ F
y13
. l
13
+ F

y12
. l
12
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl
y10
= F
y12
– F
y13
+ Fly
11
= 1160 – 1255 + 1071 = 976 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
+ Phương trình mômen :
(
)
1
1
y
F
M
→
∑
= F
x12
. l
12
+ Fl

x11
. l
11
- F
x13
. l
13
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl
x10
= F
x12
+ F
x13
– Fl
x11
= 812 + 3447 – 2034= 2225 (N)
4.2.3.1.2. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj
tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
– Tính mô men uốn M
x
:
M
x12
= 0 (Nmm)

M
x10
= -71340 (Nmm)
M
x13
= -86152 (Nmm)
M
x11
= 0 (Nmm)
– Tính mô men uốn M
y
:
M
y12
= 0 (Nmm)
M
y10
= 49938 (Nmm)
M
y13
= -63809 (Nmm)
M
y11
= 0 (Nmm)
20
– Tính mô men xoắn T:
T
12
= 210252 (Nmm)
T

10
= 210252 (Nmm)
= 210252 (Nmm)
= 0 (Nmm)
T
11
= 0 (Nmm)
4.2.3.1.3. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj
tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có
b
600 (Mpa) [] = 63 (Mpa)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn
trục như sau :
d
12
= 30 (mm) d
10
= d
11
= 35 (mm) d
13
= 38 (mm)
21
4.2.3.2. Trục II.
F

x23
F
y23
F
x22
z
y
x
o
M
x
M
y
T
80.5
161.080.5
Fl
x20
y20
Fl
Fl
x21
y21
Fl
50514Nmm
80500Nmm
178992Nmm
631661Nmm
Ø50k6
Ø50k6

Ø52H7/k6
Ø45H7/k6
22
4.2.3.2.2. Xác định phản lực trên các gối đỡ.
- Trong mặt phẳng yoz:
+ Phương trình mômen :
2
2x
M
F
→
 
 ÷
 
∑
= - Fl
y21
. l
21
+ F
y23
. l
23
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl
y20
= F
y23
- Fly

21
= 1255 – 627,5 = 627,5 (N)
- Trong mặt phẳng xoz:
+ Phương trình mômen :
2
2y
M
F
→
 
 ÷
 
∑
= F
x22
. (l
22
+ l
23
) + Fl
x21
. l
21
- F
x23
. l
23
= 0
+ Phương trình lực :
⇒ Fl

x20
= -F
x22
+ F
x23
– Fl
x21
= -1000 + 3447 – 223,5 = 2223,5 (N)
4.2.3.2.2. Tính mô men uốn M
x
và M
y,
mô men xoắn T.
– Tính mô men uốn M
x
:
M
x20
= 0 (Nmm)
M
x23
= 50514 (Nmm)
M
x21
= 0 (Nmm)
M
x22
= 0 (Nmm)
– Tính mô men uốn M
y

:
M
y20
= 0 (Nmm)
M
y23
= 178992 (Nmm)
M
y21
= 80500 (Nmm)
M
y22
= 0 (Nmm)
23
– Tính mô men xoắn T:
T
20
= 0 (Nmm)
= 0 (Nmm)
= -631661 (Nmm)
T
21
= -631661(Nmm)
T
22
= 0 (Nmm)
4.2.3.2.3. Tính mô men uốn tổng M
j
, mô men tương đương M
tđj

tại các tiết diện j trên
chiều dài trục và đường kính trục tại tiết diện j.
Tra bảng 10.5 thép CT6, 45 có
b
600 (Mpa) [] = 50 (Mpa)
Xuất phát từ các yêu cầu về độ bền, lắp ghép và công nghệ ta chọn đường kính các đoạn
trục như sau :
d
20
= d
21
= 50 (mm) d
23
= 52 (mm) d
22
= 45 (mm)
24
4.2.4. Tính kiểm nghiệm trục về độ bền mỏi.
Dựa vào kết cấu trục và biểu đồ mômen ta có các tiết diện cần được kiểm tra
Trục 1: Tiết diện lắp bánh đai 12
Tiết diện ổ lăn 10
Tiết diện lắp bánh răng: 13
Trục 2: Tiết diện lắp bánh răng : 23
Tiết diện ổ lăn 21
Tiết diện lắp khớp nối 22
Chọn lắp ghép: các ổ lăn đươc lắp trên trục theo k6, lắp bánh răng, nối theo k6 kết hợp
với lắp then.
Kết cấu trục thiết kế phải thỏa mãn điều kiện:

[ ]

S
SS
SS
S
jj
jj
j
≥
+
=
22
.
τσ
τσ
-
[ ]
S
:hệ số an toàn cho phép [S] = 2.
-
j
S
σ
:hệ số an toàn chỉ tính riêng ứng suất pháp

mjajdj
j
k
S
σψσ
σ

σσ
σ

1
+
=
−
-
j
S
τ
:hệ số an toàn chỉ xét riêng ứng suất tiếp

mjjdj
j
k
S
τψτ
τ
ττ
τ

1
+
=
−

+ Với thép 45 có
b
= 600 (Mpa)

Giới hạn mỏi uốn và giới hạn mỏi xoắn được xác định gần đúng theo công thức :
25